- •I. Теплообменные аппараты Общие сведения.
- •Варианты заданий для курсового проекта.
- •II .Учебно-исследовательский раздел.
- •I I.2. Определение толщины загрязнения понижающей тепловую мощность ориентировочно в 2 раза.
- •I I.3. *Определение праметров работы т.О.А при изменениии условий эксплуатации (ориентировочный расчет).
- •Содержание графической части курсового проекта.
- •Приложение.
- •Классификация теплообменных аппаратов по условным давлениям
- •Продолжение табл. 1-28
- •Характеристики водонагревателей-аккумуляторов конструкции Промстройпроекта
- •8. Надпись над таблицей выглядит след. Образом:
Варианты заданий для курсового проекта.
Вариант ( номер по журналу) |
Производительность Q *10-6 Вт (ккал/час) |
Температура нагреваемой воды при входе в подогреватель t2/ 0С |
Температура сетевой воды при входе в водоводяной подогреватель t1/ °C |
Давление сухого насыщенного водяного пара р ат |
Толщина загрязнения з мм |
Коэфф теплопроводности загрязнения з
|
Примечание |
1 |
0.233 (0.2) |
75 |
|
4.0 |
0.3 |
1.0 |
|
2 |
0.465 (0.4) |
70 |
|
4.5 |
0.4 |
1.2 |
|
3 |
0.698 (0.6) |
65 |
|
5.0 |
0.5 |
1.4 |
|
4 |
0.930 (0.8) |
60 |
|
5.5 |
0.6 |
1.6 |
|
5 |
1.05 (0.9) |
75 |
|
3.5 |
0.1 |
0.5 |
|
6 |
1.40 (1.2) |
70 |
|
4.0 |
0.2 |
0.7 |
|
7 |
1.63 (1.4) |
65 |
|
4.5 |
0.3 |
0.9 |
|
8 |
1.86 (1.6) |
60 |
|
5.0 |
0.4 |
1.0 |
|
9 |
2.09 (1.8) |
75 |
|
3.5 |
0.5 |
1.2 |
|
10 |
2.33 (2.0) |
70 |
|
4.0 |
0.6 |
1.4 |
|
11 |
2.56 (2.2) |
65 |
|
4.5 |
0.7 |
1.6 |
|
12 |
2.80 (2.4) |
60 |
|
5.0 |
0.8 |
1.8 |
|
13 |
3.03 (2.6) |
75 |
|
3.5 |
0.9 |
2.0 |
|
14 |
3.26 (2.8) |
70 |
|
4.0 |
1.0 |
2.0 |
|
15 |
3.49 (3.0) |
65 |
|
4.5 |
0.9 |
1.8 |
|
16 |
3.72 (3.2) |
60 |
|
5.0 |
0.8 |
1.6 |
|
17 |
3.96 (3.4) |
75 |
|
3.5 |
0.7 |
1.4 |
|
18 |
4.20 (3.6) |
70 |
|
4.0 |
0.6 |
1.2 |
|
19 |
4.42 (3.8) |
65 |
|
4.5 |
0.5 |
1.0 |
|
20 |
4.66 (4.0) |
60 |
|
5.0 |
0.4 |
0.8 |
|
21 |
4.42 (3.8) |
75 |
|
3.5 |
0.3 |
0.6 |
|
22 |
4.20 (3.6) |
70 |
|
4.0 |
0.2 |
0.4 |
|
23 |
3.96 (3.4) |
65 |
|
4.5 |
0.1 |
0.6 |
|
24 |
3.72 (3.2) |
60 |
|
5.5 |
0.0 |
0.8 |
|
25 |
3.49 (3.0) |
75 |
|
4.0 |
0.9 |
1.8 |
|
26 |
3.26 (2.8) |
70 |
|
4.5 |
1.0 |
2.0 |
|
27 |
3.03 (2.6) |
65 |
|
5.0 |
0.9 |
2.0 |
|
28 |
2.80 (2.4) |
60 |
|
3.5 |
0.8 |
1.8 |
|
29 |
2.56 (2.2) |
75 |
|
4.0 |
0.7 |
1.6 |
|
30 |
2.33 (2.0) |
70 |
|
4.5 |
0.9 |
1.4 |
|
1-2. ПРИМЕРЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ТЕПЛООБМЕННИКОВ
Пример 1-1. Сравнение расчетных вариантов отопительного пароводяного подогревателя горизонтального типа и секционного водоводяного подогревателя
Задание. Произвести тепловой и конструктивный расчет отопительного пароводяного подогревателя горизонтального типа и секционного водоводяного подогревателя производительностью Q= ____ ккал/час (см. вариант задания). Температура нагреваемой воды при входе в подогреватель t2/= __ °С (см. вариант задания) и при выходе t2//=95 °С Температура сетевой воды при входе в водоводяной подогреватель t1/=140°C и при выходе t1//=80°C .
Прим. Влияние загрязнения поверхности нагрева подогревателя и снижение коэффициента теплопередачи при низких температурах воды учесть понижающим коэффициентом =0,65.
Для расчета пароводяного подогревателя приняты следующие дополнительные данные: давление сухого насыщенного водяного пара р= __ ат (tн= ___° С); (см. таблицы вода-водяной пар на линии насыщения) температура конденсата, выходящего из подогревателя, tKонденс=tH, число ходов воды z=2; поверхность нагрева выполнена из латунных труб (=90 ккал/м ч • град, =105 ) диаметрами dвнутр=14мм, dнаруж=16мм. Загрязнение поверхности учесть дополнительным тепловым сопротивлением з/з= __/__ (в примере расчета з/з= 0,00015 м2 • ч • град/ккал 0.000129 м2 •град/Вт).
В обоих вариантах скорость воды wт (в трубках) принять по возможности близкой к 0,9 м/сек.
Для упрощения расчета принять в=1 000 кг/м3.
На основе расчетов выбрать аппараты, выпускаемые серийно, и сделать сопоставление полученных результатов.
Литература: [Л.Доп. 36, 64, З].
Расчет пароводяного подогревателя.
( Пример расчета приведен для следующих значений: температура нагреваемой воды при входе в подогреватель t2/= 70 °С, давление сухого насыщенного водяного пара р= 4 ат (tн= 142,9 °С); мощность Q=1*106 ккал/час, Q=1.163*106 Вт)
Решение. Расход воды определяем по формуле ( теплоемкость воды "с" по справочнику или упрощенно с=1 ккал/кг , ( с=4.19 кДж/кг))
=106/(1*(95-70))=40000 кг/час
где теплоемкость воды с=1 ккал/кг , ( с=4.19 кДж/кг)
или
V= 40 м3/час.
Число трубок в одном ходе
=40/(3600*1*3.14*0.0142 /4)=72 шт.
где dв внутренний диаметр теплообменных труб
и всего в корпусе
п=по*z=72 •2=144 шт,
Рис. 1-4. Размещение трубок в трубной решетке трубчатого подогревателя.
а — по вершинам равносторонних треугольников;
б—по концентрическим окружностям.
Принимая шаг трубок (s1.5 dН) s=25 мм, угол между осями трубной системы =60° и коэффициент использования трубной решетки =0,7, определяем диаметр корпуса:
=1.13*0.025*((144 sin(600 ))/0.7)0.5=0,378 м или 378 мм.
Определяем также диаметр корпуса по табл. 1-35 и рис. 1-4 при ромбическом размещении трубок.
Для числа трубок n==n/==144 находим в табл. 1-35 значение D//s =14 и, следовательно, D/==14•25=350 мм.
Диаметр корпуса составит (см рис 1-4):
D= D/+dН+2k=350+16+2 * 20=406 мм.
Где dН –наружный диаметр трубки,
k – "зазор" между периферийной трубкой и диаметром корпуса (см. рис 1-4.) k (0,8 …1) s
По [6, 7] принимаем для корпуса подогревателя трубу диаметром 436/414 мм. (В случае больших диаметров можно ориентироваться на приводимые в приложениях конструктивные размеры серийно выпускаемых теплообменников).
Приведенное число трубок в вертикальном ряду
=1441/2= 12 шт.
Определяем коэффициент теплоотдачи п от пара к стенке.
Температурный напор
=(95-70)/ln((142.9-70)/ (142.9-95))=59.7 С
Средние температуры воды и стенки (для стенки значение температуры ориентировочное, в последствии она будет пересчитана и уточнена при необходимости):
=142.9-59.7=83,2 C;
=0,5*(83,2+142,9)113 C.
Режим течения пленки конденсата определяем по приведенной длине трубки (критерий Григулля) для горизонтального подогревателя, равной:
(1-1)
где т—приведенное число трубок в вертикальном ряду, шт.; dН—наружный диаметр трубок, м;
=142.9-113=29.9 0С
1/м 0С - температурный множитель, значение которого выбирается по табл. 1-1.
Т а б л и ц а 1-1
Значения температурных множителей в формулах для определения коэффициентов теплоотдачи
Конденсирующийся пар Н2О |
Вода при турбулентном движении |
|||||
Температура насыщения, t, °С
|
A1, формула (1-1)
|
А2, формула (1-2)
|
А3, формула, (1-6)
|
A4*103. формула (1-7)
|
Температура t, 0С
|
A5, формула (1-3)
|
20 |
5,16 |
|
|
1,88 |
20 |
1746 |
30
|
7,88
|
|
—
|
2,39
|
30
|
1909 |
40
|
11,4
|
— |
— |
2,96
|
40
|
2064
|
50
|
15.6
|
—
|
—
|
3.56
|
50
|
2213
|
60
|
20,9
|
—
|
—
|
4,21
|
60
|
2350
|
70
|
27,1 |
— |
— |
4,91
|
70
|
2490
|
80
|
34,5
|
7225
|
10439
|
5,68
|
80
|
2616 |
90
|
42,7
|
7470
|
10835
|
6,48
|
90
|
2740 |
100 |
51.5
|
7674
|
11 205
|
7,30
|
100
|
2850 |
110
|
60,7
|
7855
|
11524
|
8,08
|
110
|
2957 |
120
|
70,3
|
8020
|
11 809
|
8.90
|
120
|
3056 |
130
|
82,0
|
8140
|
12039
|
9,85
|
130
|
3150 |
140
|
94,0
|
8220
|
12249
|
10.8
|
140
|
3235 |
150
|
107
|
8300
|
12375
|
11.8
|
150
|
3312
|
160
|
122
|
8340
|
12469
|
12,9
|
160
|
3385
|
170
|
136
|
8400
|
12554
|
14,0
|
170
|
2450 |
180
|
150
|
8340
|
12579
|
15,0
|
180
|
3505
|
При tн= 142,9° С имеем A1=97,9 (м*град)-1, тогда L=12*0,016* 29,9*97,9 ==562, т. е, меньше величины Lкр=3900 (для горизонтальных труб), следовательно, режим течения пленки ламинарный.
Для этого режима коэффициент теплоотдачи от пара к стенке на горизонтальных трубках может быть определен по преобразованной формуле Д. А. Лабунцова:
.
При tн==142,9°С по табл. 1-1 находим множитель A2==8243, тогда
=5 320 ккал/м2 – ч град., 6200
Определяем коэффициент теплоотдачи от стенки к воде. Режим течения воды в трубках турбулентный, так как
=1*0.014/0.353*10-6= 39 700,
где коэффициент кинематической вязкости воды (по справочнику) =0,353 • 10-6 м2/c, при средней температуре воды t=83,2° С.
Коэффициент теплоотдачи три турбулентном движении воды внутри трубок.
(1-3)
при t=83,2° С по табл. 1-1 множитель A5=2656, следовательно,
В=2656 * 10,8 / 0,0140,2 = 6250 ккaл/м2 ч-гpaд., 7270
В данном случае dэ=dв
Расчетный коэффициент теплопередачи (с учетом дополнительного теплового сопротивления з/з) определяем по формуле для плоской стенки, так как ее толщина меньше 2,5 мм:
= 1/(1/5320 + 0,001/90 + 0,00015 +1/6250) = 1 960 ккaл/м2ч-гpад., 2280
Уточненное значение температуры стенки трубок
=(142,9 *5320 + 83,2 * 6250)/(5 320 + 6 250)111°С.
Поскольку уточненное значение tст мало отличается от принятого для предварительного расчета, то пересчета величины п не производим ( в противном случае если отличие в данных температурах более 3% необходимо производить пересчет методом последовательных приближений до достижения данной точности).
Расчетная поверхность нагрева
=106/(1960*59.7)=8,55 м2,
Ориентируясь на полученную величину поверхности нагрева и на заданный в условии диаметр латунных трубок d=14/16 мм, выбираем пароводяной подогреватель горизонтального типа конструкции Я. С. Лаздана (рис. 1-24, табл. 1-23а) с поверхностью нагрева F =10,4 м2, площадью проходного сечения по воде (при z=2) fT =0,0132 м2, количеством и длиной трубок 172*1 200 мм, числом рядов трубок по вертикали т =12. Основные размеры подогревателя приведены в табл. 1-23 б.
Уточним скорость течения воды w в трубках подогревателя:
=40/(3600*0.0132)=0.84 м/сек.
Поскольку активная длина трубок l=1200 мм, длина хода воды L==l*z=1 200 * 2 =2400 мм.
Определяем гидравлические потери в подогревателе. Коэффициент гидравлического трения при различных режимах течения жидкости и различной шероховатости стенок трубок можно подсчитать по формуле А. Д. Альтшуля [Л.Доп. 1]:
где k1—приведенная линейная шероховатость, зависящая от высоты выступов, их формы и частоты.
Принимая k1=0 (для чистых латунных трубок), формулу можно представить в более удобном для расчетов виде (для гидравлически гладких труб):
(1-4)
Уточняем критерий Рейнольдса Re:
=0.84*0.014/0.353*10-6= 33 300
Таблица 1-2
Значения T=f(Re) для гидравлически гладких труб по формуле (1-4)
Re*10-3 |
T |
Re*10-3 |
T |
Re*10-3 |
T |
Re*10-3 |
T |
10
|
0,0303
|
80 |
0,0184
|
180
|
0.01565
|
320
|
0,0140
|
20
|
0.0253
|
90
|
0,0179
|
200
|
0,0153
|
340
|
0,0139
|
30
|
0,0230
|
100
|
0,0175
|
220
|
0,0150
|
360
|
0,0137
|
40
|
0.0215
|
120
|
0.0168
|
240
|
0,0147
|
380
|
0,0135
|
50
|
0,0205
|
140
|
0,0164
|
260
|
0,0146
|
400
|
0,01345
|
60
|
0.0197
|
160
|
0,0160 |
280
|
0,0144
|
|
|
70
|
0,0190
|
180
|
0.0156
|
300
|
0,0142
|
|
|
Используя табл. 1-2, по известной величине Re находим T =0,0226.
Таблица 1-3
Значение коэффициента загрязнения труб ХCT
Материал труб и состояние их поверхности
|
ХCT |
Медные и латунные чистые гладкие трубы
|
1,0 |
Новые стальные чистые трубы |
1,16 |
Старые (загрязненные) медные или латунные трубы |
1.3 |
Старые (загрязненные) стальные трубы |
1,51—1,56 |
Потерю давления в подогревателе определяем с учетом дополнительных потерь от шероховатости в результате загрязнений труб по табл. 1-3 и потерь от местных сопротивлений по табл. 1-4.
Т а б л и ц а 1-4
Коэффициенты местного сопротивления арматуры и отдельных элементов теплообменного аппарата
-
Наименование детали
Вентиль проходной d=50 мм при полном открытии
4,6
То же d=400 мм
7,6
Вентиль Косва
1,0
Задвижка нормальная
0,5-1,0
Кран проходной
0,6—2,0
Угольник 900
1,0-2,0
Колено гладкое 90°, R=d
0,3
То же, R=4d
1,0
Входная или выходная камера (удар и поворот)
1.5
Поворот на 180° из одной секции в другую через промежуточную камеру
2,5
-
Наименование детали
То же через колено в секционных подогревателях
2,0
Вход в межтрубное пространство под углом 90 ° к рабочему потоку
1.5
Поворот на 180° в U-образной трубке ..........
0,5
Переход из одной секции в другую (межтрубный поток)
2.5
Поворот на 180° через перегородку в межтрубном пространстве
1.5
Огибание перегородок, поддерживающих трубы
0,5
Выход из межтрубного пространства под углом 90°
1,0
Для условий проектируемого теплообменника по табл. 1-3 для загрязненных латунных труб Хст=1,3, а по табл. 1-4 коэффициенты местных сопротивлений имеют следующие значения:
|
* n (кол-во гидро сопротивлений см. чертеж)
|
Вход в камеру |
1,5 * 1=1,5
|
Вход в трубки |
1,0 * 2=2,0 |
Выход из трубок |
1,0 * 2=2,0 |
Поворот на 180° |
2,5 * 1=2,5 |
Выход из камеры |
1,5 * 1=1.5 |
Итого |
=9.5 |
Потеря давления в подогревателе (при условии w=const)
=
=(0,0225*2,4*1,3/0,014+9,5)*0,842 *1000/(2*9,81)=622 мм вод. ст.
(* В формуле для динамического давления здесь и везде ниже под g следует донимать коэффициент пересчета, равный 9,81 н/кгс.)
Гидравлическое сопротивление пароводяных подогревателей по межтрубному пространству, как правило, не определяется, так как его величина вследствие небольших скоростей пара (до 10 м/сек) очень мала.
Расчет секционного водоводяного подогревателя.
( Пример расчета для значений: температура сетевой воды при входе в водоводяной подогреватель t1/=140 °C , мощность 1*106 ккал/час (1.163*106 Вт), (коэффициент теплопроводности стали ==39 ккал/м - ч град, ==45 );
Расходы сетевой воды в трубках и воды, нагреваемой в межтрубном пространстве:
=106/(1*(140-80))=16700 кг/час
(где теплоемкость воды - с=1 ккал/кг)
или vt= 16,7 м3 /ч,
=106/(1*(95-70))=40000 кг/час
или vt= 40,0 м3 /ч,
Площадь проходного сечения трубок (при заданной в условии расчета скорости течения воды в трубках w=1 м/сек)
=16.7/(3600*1)=0.00464 м2.
Выбираем подогреватель по МВН-2050-62 (рис. 1-25). Согласно табл. 1-24а он имеет: наружный диаметр корпуса 168 мм и внутренний— 158 мм, число стальных трубок (размером 16х1.4 мм (т.е. dH=16 mm dB=13.2mm)) n =37 шт., площадь проходного сечения трубок fт ==0,00507 м2, площадь проходного сечения межтрубного пространства fмт ==0,0122 м2.
Скорость воды в трубках и в межтрубном пространстве:
=16.7/(3600*0.00507)=0.91 м/с.
=40/(3600*0.0122)=0.91 м/с.
Таким образом, в результате расчета совершенно случайно получены одинаковые скорости воды (wT=wMT).
Эквивалентный диаметр для межтрубного пространства
= 4*0,0122 / (3,14 * (0,016*37 + 0,158) =0,0207 м:
Средняя температура воды в трубках и между трубками:
=0,5*(140+80)=110 0C.
При этой температуре температурный множитель, необходимый для дальнейших расчетов (по табл. 1-4 A5T 2960);
=0,5*(70+95)=82,5 0C.
(А5МТ 2650).
Режим течения воды в трубках (при t1 = 110 0C, T = 0,271*10-6 м2/сек) и межтрубном пространстве (при t = 82,5 0C, МТ = 0,357*10-6 м2/сек) турбулентный, так как
=0.91*0.0132/(0.271*10-6) = 44 500
=0.91*0.0207/(0.357*10-6) = 52 800
Коэффициенты теплоотдачи (для турбулентного режима течения воды)
=2960*(0.910.8/0.01320.2)= 6 530 ккал/м2 • ч град, 7600
(в данном случае dЭ=dВ);
=2650*(0.910.8/0.02070.2)= 5 350 ккал/м2 • ч град, 6220
Расчетный коэффициент теплопередачи (коэффициент теплопроводности стали ==39 ккал/м - ч град) определяем по формуле для плоской стенки, так как ее толщина меньше 2,5 мм:
=0.65 / (1/6530 + 0.0014/39 + 1/5350)= 1 730 ккал/м2 • ч град, 2010
Температурный напор
=((140-95) – (80-70))/ ln(140-95)/(80-70) =23,3°С.
Поверхность нагрева подогревателя
=106/(1730*23,3)=24,8 м2,
Длина хода по трубкам при среднем диаметре трубок d= 0,5(dH+dB); d= 0,5(0,016+0,0132) =0,0146 м
=24.8/(3.14*0.0146*37)=14.6 м.
Число секций (при длине одной секции lТ= 4 м)
Z=LT / lT =14,6 / 4 = 3,65 секции; принимаем 4 секции.
Уточненная поверхность нагрева подогревателя согласно технической характеристике выбранного нами аппарата составит:
F=F/ Z=6,84*4 27,4 м2.
Действительная длина хода воды в трубках и межтрубном пространстве LT=4*4=16 м; LMT=3,5*4=14 м (при подсчете LMT расстояние между патрубками входа и выхода сетевой воды, равное 3,5 м, выбрано из конструктивных соображений).
Определяем гидравлические потери в подогревателе. Коэффициенты гидравлического трения для трубок и межтрубного пространства определяем по формуле Альтшуля при k=0,3*10-3 мм (для бесшовных стальных труб изготовления высшего качества):
; (1-5)
=0,022:
=0,0145.
Коэффициенты местных сопротивлений для потока воды в трубках, принимаем по табл. 1-4.
|
* n(кол-во данных сопротивлений см. чертеж)
|
Вход в трубки |
1,5 * 4=6.0 |
Выход из трубок |
1,5 * 4=6,0 |
Поворот в колене |
0,5 * 3=1.5 |
|
=13,5
|
Суммарный коэффициент местных сопротивлений для потока воды в межтрубном пространстве определяется из выражения.
Отношение сечений входного или выходного патрубка fмт/fпатр = 1.
=13.5*1*4=54.
Потери давления в подогревателе с учетом дополнительных потерь Хст от шероховатости (для загрязненных стальных труб по табл. 1-3 принимаем Хст =1,51):
=
=(0,022*16*1,51/0,0132+13,5)*0,912 *1000/(2*9,81)=2400. мм вод. ст.
Потери в межтрубном пространстве подсчитываются по аналогичной формуле, но лишь в том случае, когда сумма значений коэффициентов местных сопротивлений мт определена по указанной выше формуле, в противном случае расчет потерь pмт значительно усложняется.
Итак,
=
=(0,0145*14*1,51/0,0207+53,5)*0,912 *1000/(2*9,81)=2890. мм вод. ст.
Сведем полученные результаты в табл. 1-5 и сравним их между собой.
Таблица 1-5
Расчетные данные кожухотрубчатого и секционного водоводяных теплообменников
Тип теплообменника |
Коэффициент теплопередачи K, ккaл/м2•ч•гpaд, ( )
|
Темпера турный напор t, °С
|
Поверхность нагрева F, м2
|
Диаметр корпуса D, м
|
Длина корпуса L. м.
|
Гидравлическое сопротивление p м вод. ст.
|
Число ходов z |
Кожухотрубчатый
|
1960, (2280)
|
59,7
|
10,4
|
0,414
|
1,81
|
0,622
|
2 |
Секционный |
1730, (2010)
|
23,3
|
27,4
|
0,168
|
4,36
|
2,89
|
4
|
Выводы.
Сравнение показывает, что для данных условий кожухотрубчатый теплообменник имеет те преимущества, что он более компактен и гидравлическое сопротивление его меньше.
Часть вторая.